Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

 

Исходные данные


мощность на ведомом валу: Р3, кВт 5 угловая скорость вращения ведомого вала: ?3, рад/с 3??



1.Кинематический расчёт привода


.1Выбор электродвигателя


Общий КПД привода:


?=?рем??зуб??2пк.


Принимаем следующие значения КПД:

?рем=0,96 - КПД ременной передачи;

?зуб=0,98 - КПД зубчатой передачи;

?пк=0,99 - КПД пары подшипников качения;

?=0,96?0,96?0,992=0,92207808;

Требуемая мощность на валу электродвигателя:

Ртр===5,422534283 кВт.

Частота вращения последнего вала:3 = ?3? = =90 об/мин.

Общее передаточное число привода:

=uрем?uзуб,


где uрем - передаточное число ременной передачи;зуб- передаточное число зубчатой цилиндрической передачи.

Диапазон рекомендуемых передаточных чисел:min=2?2=4;max=5,6?3=16,8;

диапазон рекомендуемых частот вращения двигателя:двmin=umin?n3=4?90=360 об/мин.двmax=umax?n3=16,8?60=1512 об/мин.

Принимаем во внимание условия выбора электродвигателя:


.Ртрном,


где Рном - номинальная мощность электродвигателя по каталогу;

.Ртр>0,8?Рном;


nдвmin<nc<nдвmax,


где nc - синхронная частота вращения электродвигателя;

3.nc =(2…3)?nдвmin;

Принимаем электродвигатель серии АИР 132М8 с параметрами:

номинальная мощность: Рном=505 кВт;

синхронная частота вращения: nc= 750 об/мин;

коэффициент скольжения: s=4,1%;

коэффициент перегрузки: К= =1,8;

диаметр выходного вала двигателя: d=38 мм.

Проверяем условия выбора электродвигателя:

.5,422534283<5,5( кВт);

.5,422534283 >0,8?5,5=4,4 (кВт);

.360<750<1512 (об/мин) ;

.1000?(2…3)?360=(720…1080) (об/мин);


.2 Определение передаточных чисел привода

механический привод ротор межосевой

Частота вращения двигателя с учётом скольжения ротора:

дв=nc?(1-s)=750?(1-0,041)=719,25 об/мин;


принимаем: nдв=720 об/мин.

Передаточное число привода:

= = =8;


распределяем передаточное число по типам передач:зуб=4;

рем= ==2;


.3 Механические параметры на валах привода


Частота вращения:

вал двигателя №1:1=nдв=720 об/мин;

входной вал редуктора № 2:

2= = =360 об/мин;


выходной вал редуктора № 3:

3== = 90 об/мин.


Угловая скорость, 1/с ?= :

?1= =75,91859468 1/с;

?2= =37,6991118 1/с;

Вращающие моменты на валах, Н?м:


Тдв1тр? = = 71,91859468 Н?м;

Т21?uрем??рем??пк = 71,91859468 ?2,0?0,96?0,99=139,5508411 Н?м;

Т32?uзуб??зуб??пк=139,5508411? 4?0.98?0.99=530,5164776 Н?м.


Мощность на валах, кВт:


Р1двтр=5,422534283 кВт;

Р21??рем??пк=5,422534283 ?0,96?0,99=5,260942761 кВт;

Р32??зуб??пк=5,260942761? 0,98?0,99=5 кВт.


Таблица механических параметров привода:

Параметрыn, об/мин?, 1/сТ, Н/мР, кВтВал двигателя №172075,9185946871,918594685,422534283Вал редуктора №236037,6991118139,55084115,260942761Вал редуктора №3909,42477795530,51647765,0

проверка отклонений параметров на валу редуктора №3

?*3=9,42477795 1/с; ?3=9,42477795 1/с

отклонение:


??=100%=?100%=0

==90 об/мин; n3= 90 об/мин;


отклонение:


?n=100%=?100%=0

530,5164776 Н/м; Т3=530,5164776 Н/м;



отклонение:


?Т=100%=?100%=0


Р*3=5кВт; Р3=5кВт

отклонение:


?Р=100%=?100%=0.



2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи


.1 Выбор материала и термической обработки


Назначаем для колеса и шестерни сталь 40ХН ГОСТ 4543-71. Принимаем для шестерни и колеса следующую термическую обработку:

улучшение, твёрдость 235…262НВ.


2.2 Допускаемые контактные напряжения


допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:


[?]н=?Hlim?;


?Hlim - предел контактной выносливости, ?Hlim=2HBср+70, МПа;

шестерня: НВср==248,5 НВ;

?Hlim1=2?248,5+70=567 МПа;

колесо: НВср==248,5 НВ;

?Hlim2=2?248,5+70=567 МПа.N - коэффициент долговечности:

= , при условии 1?ZN?ZNmax


гдеHG=30?НВср2,4?12?107 - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

шестерня: NHG1=30?248,52,4=16823044,67;

колесо: NHG2=30?248,52,4=16823044,67.HE - число эквивалентных циклов, соответствующее назначенному ресурсу

HE=?H?Nk.


?H - коэффициент эквивалентности, назначаем для привода типовой режим II - средний равновероятностный, тогда ?H =0,25k - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений:

k =60?n?Lh;

- частота вращения шестерни или колеса, об/мин;h - суммарное время работы в часах,

h=L?365?Кгод?24?Ксут,


Где L = 5 - число лет работы;

Кгод =0,7 - коэффициент годового использования привода;

Ксут=0,25 - коэффициент суточного использования;h=5?365?0,7?24?0,25=7665 ч.

шестерня:к1=60?360?7665=165564000;HE1=0,25?165564000=41391000;

колесо:к2=60?90?7665=41391000;HE2=0,25?41391000=10347750.

Коэффициент долговечности:

шестерня: т.к. для шестерни NHE1>NHG1 то принимаем: ZN1=1

колесо:N2==1,084367381R - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев. Принимаем: ZR=1 - т.к. для обоих колёс принимаем шлифование и полирование поверхностей зубьев.v - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

Принимаем: Zv=1, т.к. окружающая скорость неизвестна.H =1,1 - коэффициент запаса прочности.

[?]н1==515,4545455 МПа;

[?]н2==558,9420955 МПа.

Допускаемое напряжение принимаем равным целой части меньшего из допускаемых напряжений шестерни и колеса; принимаем:

[?]н=515 МПа.


.3 Допускаемые напряжения изгиба


Допускаемые напряжения изгиба:


[?]F=


?Flim - предел выносливости при изгибе, ?Flim=1,75?НВср

шестерня: ?Flim1=1,75?248.5=434.875 МПа;

колесо: ?Flim2=1,75?248,5=434,875 МПа.N - коэффициент долговечности,

N= , при условии 1?YN?Ynmax,


где для колёс из улучшенной стали= 6 и YNmax=4.FG =4?106 - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости.FE - эквивалентное число циклов, соответствующее назначенному ресурсу,

FE=?F?Nk.


?F - коэффициент эквивалентности; для среднего равновероятностного режима и показателя q= 6 : ?F=0,143.FE1=0,143?165564000=23675652;FE2=0,143?41391000=5918913;

т.к.NFE1 и NFE2>NFG, то принимаем NFE1 и NFE2 равным NFG, тогда YN1= YN2=1.R= 1,1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости перехода поверхности между зубьями.

При шлифовании и полировании поверхностей для улучшенных сталей принимаем:A = 1 - коэффициент, учитывающий влияние реверса при приложении односторонней нагрузки;F=1,7 - коэффициент запаса прочности для колёс из улучшенной стали;

шестерня: [?]F1==281,3897059 МПа;

колесо: [?]F2==281,3897059 МПа.

Допускаемое напряжение принимаем равным целой части допускаемого напряжения шестерни и колеса: [?]F=281 МПа.



2.4 Межосевое расстояние


Определяем предварительное значение межосевого расстояния:

w=K?(u+1)?;


Т2 - вращающий момент на валу колеса;- передаточное число зубчатой передачи;=10 для Н1 иН2?350w=10?(4+1)?=163,37822 мм.

Окружная скорость:

===1,231845638 м/с.


Назначаем 8 степень точности передачи, уточняем, что передача - прямозубая.

Уточняем найденное межосевое расстояние:


aw=Ka?(u+1)?;

a=450 - коэффициент межосевого расстояния для прямозубой передачи;

?ba - коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния.

Принимаем: ?ba =0,4 при симметричном расположении колёс.



KH=KHv?KH??KH?


- коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность;Hv - коэффициент , учитывающий внутреннюю динамику нагружения;

при v=1,231845638 м/с, степени точности 8, твёрдости на поверхности зубьев НВ?350 по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с : KHv=1,03 при v=3м/с : KHv=1,09;Hv=1,03+=1,036955369;


KH?=1+(-1)?KHw,


где: - коэффициент неравномерности распределения нагрузки, находится в зависимости от коэффициента ширины зубчатого венца зубчатого колеса относительно диаметра шестерни ?bd, схемы передачи и твёрдости поверхности зубьев.

Принимаем ориентировочно: ?bd =0,5??ba?(u+1)=0,5?0,4?(u+1)=1;

по таблице находим: =1,02;Hw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, при окружной скорости v по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с KHw=0.45; при v=3м/с KHw=0.46Hw=0.45+=0,451159228;H?=1+(1,02-1)? 0,451159228= 1,009023185.

H?=1+(-1)*KHw


коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями в шаге зацепления и направления зуба;

при nст=8 степени точности по нормам плавности для прямозубых передач:

=1+0,06?(8-5)=1,18;H?=1+(1,18-1)? 0,451159228= 1,081208661.H=1,036955369?1,081208661?1,009023185=1,131281606

aw=450?(4+1)?=161,8224477 мм.

Округляем межосевое расстояние до ближайшего стандартного значения:w=160 мм.


.5 Предварительные основные размеры колеса


Делительный диаметр:

2=2?aw? =2?160?=256 мм.


Ширина:

2=aw*?ba=160?0,4=64 мм.


Округляем до ближайшего стандартного значения: b2=63 мм.


.6 Модуль передачи


Из условия не подрезания зубьев:max=2? =2?=3,764705882 мм.

из условия прочности зуба на изгиб:


mmin= ;


Km = 3400 - коэффициент модуля для прямозубых передач.

F=KFv?KF??KF?


коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгибаFv- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную с ошибками зацепления.

При 8 степени точности по нормам плавности для прямозубых передач и окружной скорости v=1,231845638 м/с по таблице выбираем минимальное значение при v=1м/с KFv=1.1; при v=3м/с KFv=1.3Fv=1.1+= 1,123184564;F?- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:F?=0,18+0,82?=0,18+0,82?1,02=1,0164.F?- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями:F?=KH?= 1,081208661;

KF=1,0164?1,123184564?1,081208661= 1,234312987.

mmin= =1,033807852;

Принимаем значение модуля из стандартного ряда: m=2 мм.


2.7 Cуммарное число зубьев и угол наклона


Суммарное число зубьев для прямозубой передачи c учётом того, что угол наклона зубьев в прямозубой передаче ?=0 и :


zs===160



2.8 Число зубьев шестерни и колеса


Шестерня:

1===32;


колесо:

2-zs-z1=160-32=28.


.9 Фактическое передаточное число

ф===4;


отклонение - 0%.


.10 Диаметры колёс


Делительные диаметры:

шестерни:

1=z1?m=32?2=64мм;


колеса:

2=z2*m=128?2=256 мм;


Диаметры вершин и впадин зубьев: шестерни:


da1=d1+2?m=64+2?2=68 мм;

df1=d1-2,5?m=64-2.5?2=59 мм;


колеса:


da2=d2+2?m=256+2?2=262 мм;

df1=d1-2,5?m=256-2.5*2=251 мм.


.11 Размеры заготовок


по таблице определяем предельные значения Dпр, Sпр для стали 40ХН:

шестерня: Dпр1=200 мм, Sпр1=125 мм

колесо - Dпр2=315 мм, Sпр2=200 мм.

Шестерня:

заг1=da1+6=68+6=74 мм,< Dпр1;


колесо:

заг2=da2+6=256+6=262 мм,< Dпр2.заг=b2+4=63+4=67 мм.


Т. к. диаметры заготовок меньше предельных диаметров как для шестерни, так и для колеса, то принимается схема, показанная ниже:




2.12 Проверка зубьев по контактным напряжениям


Расчётное значение:


?H= ?[?]Н;


для прямозубых передач: Zв=9600;

?H== 530,9548334 МПа, > [?]H=515МПа;

=1,030980259;

?Н удовлетворяет условию: 0,8??1,05.


.13 Cилы в зацеплении



Окружная:

t===4360,963785 Н;


принимаем: Ft=4361 Н.

Радиальная:

r=Ft*tg?,


для стандартного зуба ?=20°, tg?=0,364;r=4361 ?0,364= 1587,390818 Н;

принимаем: Fr=1588 Н

осевая: в прямозубой передаче Fa=0.



2.14 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба


Расчётное значение напряжения в зубьях колеса:


?F2=?[?]F2;

FS - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений при z2=112 и коэффициенте смещения х=0 по таблице принимаем: YFS2=3,59;

Для прямозубых передач:?=1;?=1;

?F2= = 226,947147 МПа, < 281МПа.

Расчётное значение напряжения в зубьях шестерни:


?F1=?F2?;


при z1=25 и коэффициенте смещения х=0, YFS1=3,91

при z=30 YFS=3,8FS1=3,91+=3,844;

?F1==243,0041317 МПа, <281 МПа.


.15 Проверочный расчёт на прочность зубьев при действии пиковых нагрузок


Коэффициент перегрузки: К=1,8. Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя:


?Hmax=?[?]Hmax;


[?]Hmax=2,8??т , где ?т=630 МПа - предел текучести материала колеса,

[?]Hmax=2,8?640= 1764 МПа;

?Hmax==705,236873 МПа;

?Hmax<[?]Hmax.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев:


Fmax=?[?]Fmax;


шестерня:

?Fmax1=1,8?243,0041317=437,4074371 МПа;

колесо:

?Fmax2==408,5048645 МПа.


[?]Fmax=,


Где YNmax=4st=1,2 - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузкиst=1,75 - коэффициент запаса прочности;

шестерня: [?]Fmax1==1192,8 МПа;

?Fmax1<[?]Fmax1;

колесо: [?]Fmax2==1192,8 МПа;

?Fmax2<[?]Fmax2.



Таблица механических параметров цилиндрической передачи:

ПараметрШестерняКолесоМатериал, НВ235…262235…262Допускаемое контактное напряжение [?]H, МПа515,4545455598,0195226Допускаемое напряжение изгиба [?]F, МПа281,3897059282,0285586Число зубьев28112Делительный диаметр, мм56224Диаметр вершин зубьев da, мм60228Диаметр впадин зубьев df, мм51219Диаметр заготовки Dзаг, мм66234


2. Расчёт клиноременной передачи


Расчёт передачи сводится к подбору типа и числа ремней по методике, изложенной в ГОСТ-1284.3-96. Необходимые данные для проектирования:

Расчётная мощность передаваемая ведущим шкивом: Р1=2,169013713 кВт.

Вращающий момент на валу ведущего шкива: Т1=29,37951102 Н?м.

Частота вращения ведущего шкива: n1=705 об/мин.

Передаточное число: iр.п.=2,9375.


.1 Выбор сечения ремня


По значениям Р1 и n1 подбираем сечение ремня: Б(В)

высота поперечного сечения ремня: h=11 мм;

максимальная ширина ремня: b0=17 мм;

расчётная ширина ремня: bр=14 мм;

расчётная длина ремня по нейтральному слою:рmin=630 мм;рmах=6300 мм;

минимальное значение расчётного диаметра: dрmin=125 мм;

площадь сечения ремня: А=0,000138 м²

масса 1 м длины: q=0,18 кг/м.


.2 Определение диаметров шкивов


Диаметр ведущего шкива: d1=(38...42)?1min=38?=117,2551116 мм;1max=42?=129,5977548 мм.

Принимаем: d1=125 мм.

Диаметр ведомого шкива:

2=d1?iр.п.?(1-?),


где ?=0,015 - коэффициент скольжения


2=125?2,9375?(1-0,015)= 361,6796875 мм;

принимаем: d2=355 мм.

Уточняем передаточное отношение:

ф===2,883248731


отклонение:


?i=100%=?100%=-1,846851712 %.



2.3 Определение предварительных значений межосевого расстояния и угла обхвата ремня


При помощи интерполяции находим предварительное межосевое расстояние для диапазона iф=[2…3]:

апред=(1,2-?(iф-2))*d2=1.2-(2,883248731-2)?355=363,2893401 мм;

принимаем: апред=370 мм.

Проверка: 2?(d1+d2)?апред?0,55(d1+d2)+h

?(125+355) ?370?0,55?(125+355)+11

мм.?370 мм.?351 мм.

Предварительное значение угла обхвата ремнём ведущего шкива:


?пред=180°-2?arcsin=180-2?arcsin=143,7838837° >120°.


2.4 Определение длины ремня и уточнение значений межосевого расстояния и угла обхвата ремня


Длина ремня:


L=2? апред+0.5???(d1+d2)+


L=2?370+0.5?3.141592654?(355+125)+==1529,727243 мм,

принимаем: Lф=1600 мм.

По длине ремня уточняем межосевое расстояние и угол обхвата ремнём малого шкива:



а=


a= +

+=406,7511306 мм;

принимаем: a=407 мм.

Угол обхвата ремня:


?=180°-2?arcsin=180-2?arcsin=147,1745341°.


.5 Определение мощности, передаваемой одним ремнём ременной передачи


Рр= ,


где: Рр - номинальная мощность, передаваемая одним ремнём в условиях типовой передачи при ?=180°, i=1, спокойной нагрузке, базовой длине ремня и среднем ресурсе.

Ро=1,4 кВт;

Са - коэффициент обхвата ремнём ведущего шкива;

по таблице с помощью интерполяции находим:


при ?=140 Са=0,89при ?=150 Са=0,92

Са=0,92+=0,911523602t = 0,91 - коэффициент длины ремня (определяется по графику);i=1,14 - коэффициент передаточного отношения (определяется по графику);

Ср= 1,2 - коэффициент режима нагрузки.

Рр==1,103217016 кВт.


.6 Определение числа ремней

= ,


где: P1=2,169013713 кВт;z=0,95 - коэффициент числа ремней (для 2÷3 ремней);==2,06955866;

принимаем: Z=3.



.7 Определение силы предварительного натяжения одного ремня


Fo=+Fv, Н.


Окружная скорость на расчётном диаметре ведущего шкива:

===4,614225 м/с;v=??A?v2


- сила дополнительного натяжения ремня от центробежных сил,

где ?=1250 кг/м³ - плотность материала ремня.v=1250?0,000138?4,614225 2=3,67270998 Н.o=+3,67270998 =213,6161594 Н.


2.8 Определение силы, передаваемой на валы


Fr?=Z?2?Fo?cos=3?213,6161594?2?cos=819,6460721H;


принимаем: Fr?=820 H.


.9 Ресурс наработки передачи


Pесурс наработки для эксплуатации при среднем режиме нагрузки:


Т=Тср?К1?К2 , где:


Тср=2000 часов - средний режим нагрузки

К1=1 - коэффициент режима нагрузки

К2=1 - коэффициент климатических условий для центральной зоны;

Т=2000?1?1=2000 часов.


Таблица механических параметров ременной передачи:

ПараметрВеличинаДиаметр ведущего шкива, мм125Диаметр ведомого шкива, мм355Межосевое расстояние, мм407Угол обхвата ремня, град.147,1745341Мощность передаваемая одним ремнём, кВт1,103217016Число ремней3Сила предварительного натяжения одного ремня, Н213,6161594Сила, передаваемая на валы, Н819,646072Ресурс наработки передачи, часов2000


Исходные данные мощность на ведомом валу: Р3, кВт 5 угловая скорость вращения ведомого вала: ?3, рад/с 3?? 1.Кинематический расчёт прив

Больше работ по теме:

КОНТАКТНЫЙ EMAIL: [email protected]

Скачать реферат © 2018 | Пользовательское соглашение

Скачать      Реферат

ПРОФЕССИОНАЛЬНАЯ ПОМОЩЬ СТУДЕНТАМ